大型颚式破碎机的设计说明书

1 前言1.1 课题研究背景及意义在基本的随着我国建筑行业的大力发展，作为现代化建设主要工具的工程机械起着越来越重要的作用，破碎机在矿山等领域得到了更加广泛的应用。我国正处在最基本的建设时期，需要大量的材料不同、直径不同的砂石作为生产之用，一般情况下，都需要破碎来达到某种生产的要求。物料的破碎是所有矿山物料加工中最关键的一步，而破碎机是最关键的破碎设备，颚式破碎机由于其结构简单、工作效率高、制造维护方便等优点而得到了更加广泛的应用。在破碎机的应用中，复摆鄂式破碎机得到了最广泛的应用，在国产的破碎机当中，复摆颚式破碎机也是产量最大的破碎机。我国经济的快速发展以及矿产资源及其相关产业的迅猛发展奠定了破碎机在市场中的地位。虽然破碎机的发展及其研究已经到了比较成熟的阶段，但是和国外的破碎机产品还是有很大差距的，我国的破碎机不论从外部结构还是从节能环保角度来讲，都是需要去改进的。复摆颚式破碎机是将所开采的矿石加工到所要求的尺寸以便进行对矿石的下一步应用。自从第一台颚式破碎机问世以来，不但提高了碎石的效率，同时又增加了安全性，可以说是矿山产业革命的又一次突飞猛进。近年来，复摆颚式破碎机正在向着大型化、自动化方向发展，所以各个结构的优化设计可以让颚式破碎机运行的更加平稳，工作更加可靠，寿命更长。在这其中，动颚的优化时最为重要的，它可以大大的降低震动冲击及其噪音，不但能提高破碎质量，还能降低工人的劳动强度，进而缩短生产周期。任何事物都是具有两面性的，虽然颚式破碎机有很多的优点，在此同时它也是有很多缺点的，首先就是颚式破碎机颚板上面的齿板，通过自己查阅资料可知，在JB/ZQ1032-87颚板制造技术条件中可知，在一般情况下，规定的齿板寿只有70h，若一天按十小时工作制度，齿板的寿命只有七天。也就是说一星期就要换一次齿板，这不仅给维护带来了不便，也增加了破碎的成本。所以说颚式破碎机齿板更换的速度过快导致了其成本的上升。其次就是由于破碎机工作在野外矿山等地，常用于破碎比较大且粒度不一样的场合，所以这就导致了其破碎物料的出口扬尘非常大，扬尘直接冲击到皮带、电机、地面及其周围的环境中，不仅仅对环境造成了污染，而且对周围工人的身体健康也造成了很大危险，所以防尘装置的设置对于颚式破碎机的发展也是非常重要的。最后就是破碎机自身的重量的问题，破碎机的机身重量往往过大，给颚式破碎机移动和维护都带来了相当大的困难。机架是安装整个破碎机零部件的基础，所以机架的设计也是一个非常重要的问题。机架在颚式破碎机的工作之中承受着很大的冲击载荷，它的刚度和强度对颚式破碎机的整机性能和其他零部件的寿命有着重要的影响，因此设计出重量轻、能够承受冲击载荷且结构简单的破碎机机架也是一个非常严峻的考验。我国是一个矿产资源非常丰富的国家，因而碎石生产企业的分布也是很广泛的，几乎遍布全国。由于破碎人员对安全知识的缺乏及其工作态度的不正确，又没有相应的破碎技术及其相关知识的资料，所以存在着相当大部分的掏采作业，甚至有的地方采用最传统的破碎方式爆破。这种爆破的方法严重影响了环境的可持续发展，甚至能导致泥石流及其它自然灾害。所以，矿石的破碎应该采用合理的办法，不仅降低成本、提高安全度，也能促进环境的可持续发展。众所周知，物料破碎是我国重要的基础产业之一，对于中国的基础建设时期而言，具有举足轻重的作用，随着国民经济的不断发展和改革开放的不断深化，突飞猛进的经济发展促进了碎石产业的迅猛发展，中小型的碎石产业，以前所未有的速度蓬勃发展，为我国建筑业、旅游业、交通运输业以及促进农村剩余劳动力的再业做出了巨大的贡献。另外，随着工业自动化的迅猛发展，破机的发展也在向自动化迈进。国外的破碎机产品已经实现自动调节给料速度，自动调节排料口宽度及其破碎力，实现机电液一体化，并能实现连续检测。随着采矿工业的迅猛发展，破碎机也在向大型化、自动化方向发展，所以研究大型颚式破碎机对当今国内破碎机的发展是具有重要意义的。1.2 破碎机的发展及国内外研究现状 颚式破碎机是由美国人埃里 布雷克在 1958 年发明的，10 世纪 40 年代，美国的采金热潮对于颚式破碎机的发展起到了很大的促进作用，19 世纪中叶，多种类型的颚式破碎机被研制出来，并且得到了广泛的使用，到上世纪末，全世界已经有 80多种不同结构的颚式破碎机取得了专利。80 年代以来，我国颚式破碎机有了一定的发展，其中破碎专家王宏勋教授和他的学生丁培洪在“动态啮角”概念的基础上，研制出了 GXPE 系列深腔颚式破碎机，在国内外引发了很大的反响，与其他相同类型的颚式破碎机相比，其齿板的寿命提高了 3 到 4 倍，处理能力也大大的提高。该颚式破碎机采用负支撑零悬挂，具有双曲面型腔。第二代 GXPE250X400 在第一代的基础上做了很大的改进，增大了颚式破碎机的破碎比，降低了产品粒度，较第一代相比，处理能力又上了一个新的台阶。北京矿业研究院和林运亮等人与上海多灵沃森机械有限公司和作开发的PED 可拆式低矮破碎机十一中新的机械，可适合在井下及其特殊情况下作业，在市场不断的要求之下，上海多灵沃森机械有限公司的研究团队又研制出了现在国内尺寸最大 1200X1500 的复摆颚式破碎机。我国的颚式破碎机相对于国外来讲还处在非常低的水平，所以研制出更高端得颚式破碎机拉近与其他国家的水平是任重而道远的。近年来，我国建筑机械经历了迅猛的快速发展时期，在“多碎少磨”的技术原则指导下，破碎机逐步向大型化、高效节能化方向发展。破碎机在我国有着非常重要的应用，国内的破碎机虽然经历了很长时间的发展，但是与国外产品相比还是存在很大差距的，这种差距是由多方面原因造成的，其中市场需求的不同是造成这种差距的主要原因。由于国际上先进的破碎机生产商主要集中在欧美等发达国家，那里大规模的经济建设时期已经过去，市场上对碎石料的需求很少且环保要求非常高，这就势必形成以大规模高度集中生产来实现对环境的保护，所以要求的破碎机规格大、机动性强、自动化程度高。满足这样的市场发展需求的破碎机和国内是大不一样的。我国正处在大规模的经济建设时期，各地对碎石料的需求大增，这就导致了人们盲目引进设备，只求投资少、上马快、见效早。市场的需求导致了粗制滥造、高能耗、技术水平低下、污染环境严重的设备进入市场，而又缺少相应的管理体制，使市场相当混乱。1.3 破碎机的发展前景破碎机是矿山机械的基础产品，可以说从一个国家破碎机的发展水平就能看出这个国家矿山机械的发展程度，目前，破碎机在我国的应用相当广泛，在化工、冶金、矿山、水利、煤矿、建筑、玻璃等方面都有很重要的应用。破碎机的更新换代是国民经济持续发展的就那个标志之一，我国破碎机的发展已经成为国际设备制造商关注的焦点。国内的颚式破碎机已经趋于老化，更大规模的更新换代马上就要来临。中国经济的快速发展奠定了破碎机蓬勃发展的前提，另外一个原因就是西部大开发的建设引发了对破碎机大量的需求，随着国家内需的扩大，基础建设的步伐越来越大，这就更加带动了破碎机行业的大力发展。随着外资的进入，更加剧了破碎机市场的竞争程度，海内外的公司都在加快自己的研究步伐，制造出更加先进的破碎机以适应时代的步伐。只有当一个公司具备国际领先水平，才能发展壮大。这就促使国内的破碎机生产厂家加大自己的研究力度，促进破碎机行业的健康发展。在机遇与挑战并存的当今，虽然我国的破碎机产业已经进入国际生产大国行业，但在技术竞争与后劲的发展上仍然无法与国际大国相抗衡，目前，破碎机中重要的零部件还是主要依靠进口，这就势必受到国外竞争对手和供应商的制约。因此破碎机在今后的发展中重心应该放在基础技术和基础零部件的设计上来，提高自主研发水平，摆脱对国外产品的依赖，于此同时，还要立足现状，提高自己的核心竞争力，打造自己的品牌，在我国，破碎机有着非常重要的作用。据统计，我国在矿山、建材等行业，每年因破碎石料和各种物料绝迹 18t,耗电量为 250300 亿千瓦时，占全国总用电量的 8%10% ，消耗掉的钢材约为 250 万吨。在所有的金属选矿业当中，破碎所消耗的能量占选矿总耗能的 40%70%，仅仅破碎机衬板每年所消耗的高锰钢就抄过七万 t。所以破碎机在矿山及其建筑行业中所消耗能量是巨大的。所以破碎机向大型化、高效节能化方向发展是势在必行。随着我国科学技术的迅猛发展，对各种不同类型的矿产品需求的不断增加，对破碎机的要求也会不断增加，市场会越来越广阔，所以破碎机在我国还是有很大的发展潜力的。2 大型复摆颚式破碎机的结构设计2.1 机架机架采用铸钢 ZG13 进行整体铸造，这种机架的突出性优点是刚性好、减震性能强、一次成型。本次设计中机架是上下开口的四壁刚性结构，具有较强的强度和刚度，能够承受较大的反作用力。再本次设计中，机架采用上下分开式，既减轻了重量也便于安装。2.2 支撑装置支撑装置采用调心滚子轴承，这种轴承具有较大的径向承载能力，允许内圈对外圈轴线偏斜量 ， （参考机械设计 ） 。并且具有自动调心功能。具体5.1.2选型在以后设计中给出。2.3 动颚活动颚板是复摆颚式破碎机中最重要的部件之一，它承受着推力板传递过来的动力和物料被压碎时的强大挤压力，它和静颚板之间的相互作用将物料破坏，是破碎物料最关键的部位。所以它必须具有足够的刚度和强度，在此基础上，还要尽可能的减轻重量，防止它在工作时产生惯性力而震动过度。在本次设计中将活动颚板和静止颚板都放在具有燕尾槽形状的槽中，依靠自身的重量进行定位。为了更换颚板方便，将颚板设计成上下两部分（或者有更多快组成，此处设计成两部分） ，这样在更换颚板的时减轻了人力，并且可以使上下颚板对换使用，提高了使用寿命。一般采用质量好的铸铁制造。颚板的形状如图 2.1：图 2.1 颚板形状2.4 衬板在物料受挤压的过程中，破碎物料会对破碎腔两侧的机架进行磨损，为了防止这种磨损，一般在破碎腔两侧安装有衬板，衬板与机架用六角螺栓进行连接。衬板的材料应该选择耐磨材料，在本次设计中，破碎的物料是石灰石，硬度不是很硬，选用 ZGMn13 既能满足要求。2.5 过载保护装置当破碎机中不慎落入不能被破碎性的物料时，为了避免颚式破碎机重要零部件的损坏，一般都设有过载保护装置。过载保护装置有三种：肘板、液压摩擦离合器和液压连杆，在本次设计中，过载保护装置选用肘板，因为肘板是结构最简单、价格最低的零件，所以在使用过程中受到了广泛的应用。当机器因过载而导致肘板断裂时，机器会停车，这时只要更换新的肘板就能继续工作。肘板通常有以下三种结构，如 2.2所示：图 2.2 肘板的结构分别为中部较窄的变截面结构，弧线结构和 S 型结构。其中，中部较窄的变截面结构在保证肘板有较强的刚度和稳定性的同时，又提高了其过载破坏的敏感性，在破碎机过载时。肘板能够第一时间折断来保护其他重要的零件不受损害。然而后两种结构设计，则起不到这个效果，并且制造加工困难。所以在此次的大型复摆颚式破碎机设计中，肘板的形状我选择中部较窄的变截面结构。为了提高其过载破坏的敏感性，在其宽度方向上有瞳孔，结构如图 2.3 所示。在起到过载保护作用的同时，肘板还起到传递动力，调整排料口大小的作用。图 2.3 肘板的形状2.6 调整装置调整装置起到调节排料口大小的作用，在破碎机不断的工作过程中，随着衬板及其它零部件的磨损，排料口的大小也是在不断变化着的。为了满足设计所要求的产品粒度，必须定期的对排料口的大小进行调节。破碎机的调整装置有很多种，比如：垫片调整、楔块调整以及液压装置调节，在本设计当中，采用垫片调整装置。2.7 密封防尘装置密封的作用是防止灰尘及其它异物的进入，以免影响轴承及其它部件的使用寿命，同时也防止了润滑油的流失。密封件的好坏直接影响到轴承及其它部件的寿命，在本次设计过程中，全都采毡圈来进行密封，这种密封简单，密封效果好。2.8 偏心轴 偏心轴是破碎机工作的重要零件之一，它承受着巨大的弯矩力，采用高碳钢进行制造，偏心的部分必须经过精加工，热处理。偏心轴的一端装有皮带轮，另外一端装有飞轮。2.9 润滑的选择大型复摆颚式破碎机偏心轴承和衬板处是产生摩擦的主要地方。考虑到破碎机恶劣的工作环境，偏心轴轴承一般采用润滑脂集中循环润滑。因为动颚的摆动范围很小，所以心轴与轴瓦之间的润滑相当困难，在它们之间采用油泵强行诸如干黄油进行润滑。3 主要参数、零部件强度的选定3.1 大型复摆鄂式破碎机主要参数的选择与计算3.1.1 大型复摆颚式破碎机结构参数的选择与计算（1）给矿口与排矿口尺寸及破碎比的计算1） 给矿口尺寸此设计是对大型复摆颚式破碎机的设计，所谓大型复摆颚式破碎机即入料口尺寸在 12001500mm 以上。根据给定要求，破碎的产品为石灰石，入料粒度最大80mm,加权平均 70mm,产品粒度加权平均 7.5mm。大型复摆颚式破碎机的最大给料粒度 是由破碎机入料口所能夹住的最大物料的条件所决定的，我国的大型颚式maxD破碎机的给料宽度 可按下式计算：BmD1625430125.25.1max（3.1）取 。mB150大型颚式破碎机的给料口长度 按下式计算：lBL6.125.（3.2）将 代入式（3.2）得mB150 )(401875mL取 。L2由此确定大型复摆颚式破碎机的给矿口尺寸为 。mLB21052）排矿口尺寸排矿口尺寸 ，根据给定的要求，Be 6301522501确定排矿口尺寸 。m.73）破碎比破碎比公式为： dDi（3.3）D 为入料的尺寸，根据设计要求得 D 。m80d 为出料的尺寸，根据设计要求得 d 。5.7将以上数据代入式（3.3）得 ,所以得该破碎机的破碎比为 10.67。61i（2） 啮合角的确定在破碎机中，固定颚板和活动颚板之间的夹角为啮合角。用符号 表示。啮合角的作用就是确保破碎物料与颚板的工作表面之间产生足够大的摩擦力，并且保证破碎腔两侧的衬板能够有效的将物料夹住，保证将其破碎而不会滑出破碎腔。大型颚式破碎机的啮合角一般为 度，对于复摆型的颚式破碎机，啮合角2417不应该大于 度。在此设计中，取啮合角 。20 0（3）动颚摆动行程 的确定s破碎机在工作过程中，是靠动颚的摆动来使活动颚板与静止颚板之间的距离发生变化，促使物料被磨碎、劈碎。对于大型复摆颚式破碎机，其活动颚板的下部摆动行程必须小于 ，动颚上部的运动行程约为下部摆动行成的 1.5 倍。e4.03活动颚板的下端摆动行程 按下式计算：ms(3.4) 85.014.B将 代入式（3.4）得 。B150)(7s3.1.2 主要构件尺寸的设计计算（1）破碎腔额定高度 )(mH在啮合角确定的情况之下，大型颚式破碎机的破碎腔高度由所确定的破碎比来定，通常由下式公式计算：BH5.2.（3.5） 将 代入式（3.5）得 。mB150 )(3750m取破碎腔的高度 。)(340H（2）动颚长度 1L动颚是主要的工作区域，其长度计算公式如下： cos1.01LH（3.6） 由（3.6）式可得 1.0cos1HL（3.7）将 ， 代入式（3.7）得)(340mH2)(4091mL（3）连杆长度 1l连杆长度是指从动颚轴承中心到连杆和活动颚板下部接触中心点的距离。较短的连杆对于延长肘板的使用寿命以及提高生产率都是非常有利的，但是过短的连杆会对破碎机的结构设计带来非常大的困难。在通常情况下，大型复摆颚式破碎机的连杆长度 可按下式计算：)(1ml11)5.03(Ll（3.8） 将 代入式（3.8）得 。取)(409L )(24781ml )(150ml（4）偏心距 mr偏心距是破碎机在工作过程中非常重要的一个参数，在其他任何条件相同的情况下，改变偏心距的大小对活动颚板的运动行程有着非常重要的影响。偏心距加大，会增大活动颚板上各个点的水平运动行程，不但提高了破碎了的生产率，同时也增加功率的消耗。所以偏心距要合适，这样才既能满足生茶要求，又能节约消耗。大型颚式破碎机的偏心距可用下式计算：1603lr（3.9）将 代入式（3.9）得 ，取 。)(150ml )(250mr)(r（5）活动颚板悬挂高度 )(h为了保证破碎腔上部能够产生足够大的破碎力来破碎上部的物料，所以在破碎腔上部应该有一定的水平摆动行程，因此，在活动颚板的轴承中心与给料口平面处要有一定的距离，这就是活动颚板的悬挂高度，大型复摆颚式破碎机的悬挂高度按下式计算：1.0Lh（3.10）为活动颚板的长度，根据式（3.7）得 ，将其代入（3.10）得L )(409mL.h取 )(310mh（6）肘板摆动角 为了保证推力板能够在肘板垫片上滚动来起到过载保护的作用，在设计中，肘板摆动角不应该超过两倍的摩擦角，一般情况下，肘板的摆动角按下式选取： 135取 12（7）肘板长度 )(2ml肘板的长度可按下式计算：2sincos22121rlrll（3.11）式中 连杆的长度 ；1l )(m偏心距 ；r连杆在极限位置时所夹得锐角 ； )(肘板摆动角 。)(将 ， ， ， 代入式（3.11）得)(150ml30r102。982l（8）传动角 连杆轴线与推力板轴线之间的夹角为传动角。传动角的增加可以增加传动效率。但在同时，会导致功耗的增加，所以，选择合适传动角是非常重要的。肘板向下倾斜的大型复摆颚式破碎机，通常传动角 。肘板向上倾斜的大型复摆颚54式破碎机，通常传动角 。在本次大型复摆颚式破碎机的设计中，肘板为下105斜式。所以取传动角 。4（9）破碎腔形状的确定破碎腔的形状也是非常重要的，破碎腔的设计是否合理也直接影响到破碎效果、耗能大小、生产率、及其颚板、衬板磨损、破碎比等重要的参数，破碎腔的形状有曲线型和直线型两种类型，在以往的实践之中，曲线形要比直线型更加优越，所以在此设计中，采用曲线的破碎腔。3.1.3 大型复摆鄂式破碎机工作参数的设计计算（1）偏心轴转速 min)/(r偏心轴转速是关系到破碎产能的一个关键参数，转速越高生产效率也就越高，但同时耗能也就越大，还要考虑到整个机器所能承受的载荷。所以转速必须保持在一个比较均衡位置。大型复摆颚式破碎机的偏心轴转速急计算公式如下：sant65（3.12）式中 取最优值 ；a14活动颚板摆动行程 。s)(m将 ， 代入式（3.12）得 。14)(70min)/(125rn（2）生产率 的计算/htQ再此次设计中，所要求的大型颚式复摆破碎机的生产力为 35t/h。在实际中，经常以经验公式为准来计算破碎机的生产率，经验公式如下：eqKQ0321（3.13）式中 物料可碎系数，查表 3.1；1K物料密度修正系数， ， 为物料的密度 ；2 6.12K)/(3mt粒度修正系数，查表 3.2；3单位排料口宽度的生产力 ，查表 3.3；0q )/(hmt破碎机的排料口宽度 。e)表 3.1 物料的可碎性系数 1K物料的普氏硬度系数 f1K物料的普氏硬度系数 f11 1.31.4 1620 0.80.915 1.151.25 20 0.650.75515 1.0查机械工程手册第 11 卷，第 66-213 页，查得石灰石的普氏硬度值为24，根据表 3.1，可得石灰石的可碎性系数 ，取 。25.1.1K15.K石灰石的密度为 ，因此计算 。3/7.2mt 687.2表 3.2 物料粒度修正系数 3K给料最大粒度 与给料口宽度 之比maxDB0.85 0.6 0.4粒度修正系数 3K1.0 1.1 1.2根据 的值确定物料的粒度修正系数 。Bmax 2.13K表 3.3 颚式破碎机的 值0q破碎机规格 L/1520210510)(/hmtq1.90 2.70设计的破碎机的规格为 ，由此确定 。15 )/(7.20hmtq将 ， ， ， ， 代入式15.K687.22.3K.(5.e（3.13）得 ，所以设计的破碎机的生产能力符合设计要求。httQ/4（3）功率的计算在破碎机破碎的过程中，其功率是一个重要的约束条件，它的消耗与转速、排料口尺寸、入料口尺寸、啮合角以及破碎物料的粒度特性和物理机械性质相关，在这些相关特性之中，破碎物料的物理机械性质对其功率的影响最大。大型复杂摆动颚式破碎机的功率按下式计算： 102BLP（3.14）式中 破碎机入料口宽度，cm;B破碎机入料口长度，cm。L由式（3.1）和式（3.2）得 ， ，将其带入式（3.14）)(150mB)(210mL得 。KWP345.26取 80（3.15）（4）破碎力的计算破碎力的大小以及破碎力在活动颚板上的分布情况，是设计大型复摆颚式破碎机机构和零部件强度的主要依据。由于破碎力的大小以及其分布、作用点的位置具有很大的随机性，用理论的方法来分析往往会产生很大的误差，为了避免这种误差的发生，在实际计算分析过程中，通过对大量的实测数据进行统计分析，从而得出实验分析计算公式来计算破碎力。作用在颚板上的最大破碎力可按下式计算：1maxqHLF（3.16）式中 破碎腔有效高度， （m）;H破碎腔长度， （m）;1L衬板单位面积上的平均压力， ，取 。q aPaaMP7.2对于作用点的位置，由于破碎力垂直作用在衬板上，所以大型复摆颚式破碎机最大破碎力多发生在破碎腔高度的 1/2 处。由式（3.5）和式（3.7）可得， ， ，将以上数据代)(340mH)(4091mL入式（3.16）得 。)(58.37maxNF3.2 大型复摆颚式破碎机受力分析和零部件强度的计算3.2.1 受力分析（1）确定推力板的压力推力板在设计过程中是非常重要的一个部件，它不仅仅能调整排料口的大小，在关键时刻还能起到过载保护的作用。推力板的压力如式： cos570rnNT（3.17）式中 电动机功率N偏心距r主轴转速n推力板与动颚中心线的夹角，取 。 45将 ， ， ， 代入式（3.17）得)(320KWN)(30mrin)/(12rn687KNT（2）动颚受到的作用力活动颚板的受力情况如图 3.1 所示：图 3.1 活动颚板受力情况由上图可知qTsin1qcos2根据动颚的平衡条件得：LPaT321（3.18）根据式（3.18）可得：qLsin2（3.19）式中 取La768a8动颚板的长度推力板受到的压力T推力板与动颚的夹角q将 ， ， 代入式（3.19）得409L)(35827mLa)(68KNT)(5.638KNP（3）偏心轴的轴承反力轴承主要承受径向力的作用，所以它给偏心轴大力也主要径向力的作用，根据以下公式：qTLaRsin)123(1（3.20）将数据带入式（3.20）得 )(9.15KNRqTcos2（3.21）将数据带入式（3.20）得 )(4862R3.2.2 主要零部件强度计算（1）推力板为了提高推力板的过载敏感性，降低安全系数，推力板的断面有通孔，材料选用 HT150，查 机械设计得 )/(63703cmNp推力板的形状如图 2.3 所示。根据以下公式：pBT（3.22）pp3.125.（3.23）推力板的尺寸如下：， ， 其中 为推力板最窄处尺寸。)(90mB)(50L)(50m根据以上校核公式对推力板进行校核，得：)/(5.79625.126303cmNpp所以得出推力板的强度时足够的。（2）动颚动颚在工作过程中式受力最为大的地方，它直接和物料接触，所以判定动颚的强度时非常重要。1）首先判定动颚弯曲截面上的弯曲应力 根据以下公式计算：2WMmax2（3.24）)3(45sin31max lTlM（3.25）将式（3.25）代入式（3.24）得 Wl)2(45sin2式中 取La768a8动颚板的长度推力板受到的压力T断面系数，为 2900cm3W将数据代入上式得 )/(170422cmN（3.26）断面危险截面上的拉伸应力 3)/(3.41223cmNFT（3.27）动颚危险截面上偏心弯曲应力 4)/(57.4212cmNWlTM（3.28）因为 ，将式（3.26） 、 （3.27） 、 （3.28）带入式得：4321)/(7.2621cmN2）动颚危险截面上的剪切应力 ybQS（3.29）将数值代入上式计算得 )/(19422cmN3）危险截面上的主应力 0211042（3.30）将数值带入上式得 )/(3702cmN4）许用应力 的确定与校核nb（3.31）165.0bb（3.32）查表得 ，式中 为安全系数，取 ，将上述值代入式)/(568021cmNbn3n（3.31）得 。23由以上计算可知 ，可知动颚强度够用。安全适用。04 机械设计部分4.1 电动机的选择与确定电动机是标准的系列化的产品，在其应用中，三相异步电动机应用最为广泛，YS 系列电动机是一种全封闭自冷鼠笼式三相异步电动机，在工程机械中扮演着重要的角色，作为机械的动力源得到了广泛的应用。它工作效率高、噪声小、耗电低、性能稳定、震动小、体积小重量轻、运行可靠且维修方便。YS 系列电动机的结构为全封闭式，能够防止在破碎物料过程中产生灰尘及其杂物进入电动机内部。4.1.1 计算电动机功率 由以上计算可得，偏心轴转速 ，破碎机所需要的功率 。min/125r KWP208在选取电动机时，为了保护电动机的安全，应该在选取电动机的时候将其工率提高1.11.25 倍。所以选择的电动机功率 应该为:1P1.1P（4.1）将式（3.15）代入（4.1）得 KWP30814.1.2 电动机的转速通常情况下，查机械设计课程设计手册可知，一般 V 带传动的传递效率7，则可知电动机的转速 计算如下：1n51n（4.2）将式（3.12）代入式（4.2）得 mi)/(621r4.1.3 选取电动机根据此功率与电动机的转速，查机械设计手册得选取的电动机型号为 YS-400M2-4，其额定功率为 320KW，满载转速 980r/min。4.2 传动部分设计 4.2.1 皮带的设计计算 （1）确定计算功率 caP由机械设计表 8-7 查得工作情况系数 =1.8，故AK)(5763208.1KWPKAca（2）选择带型根据 和最小带轮转速 ，由图 8-11 选用 D 性 V 带。caP1n（3）确定带轮的基准直径 并验算带速dv初选小带轮的基准直径 。由表 8-6 和表 8-8， 机械设计 。取小带轮的基准直径1=400mm。1d验算带速 。按式验算带速v（4.3）106ndv式中 小袋轮的直径；1d电动机转速。n将 ， 代入式（4.3）得)(401mdin)/(9801rn )/(5.20smv因为 ,故带速合适。svs/3/5计算大带轮的基准直径。根据公式 计算大带轮的基准直径12di2d)(8406.4id根据表 8-8机械设计 ，圆整为 。 )(02m（4.4）（4）确定 V 带的中心距 和基准长度adL根据公式 得:)(2)(7.021021d )204(47.0a86初定中心距 )(20ma（4.5）由公式计算带所需的基准长度： 0212104)()(2addaLd （4.6）式中 初定中心距；0a、 大、小带轮的直径。2d1将 ， 代入式(4.6)得)(0m20d41md )(80mLd由表 8-2机械设计选取带的基准长度为 。Ld80按式计算实际中心距 。a )(19562200Ld根据中心距的变化范围公式 ， 。得中心距的变化dLa15.min dLa03.mx范围为 ， a836015.96min ，29x中心距的变化范围是 18362196 。（5）验算小带轮上的包角 1 9013956.7)402(803.57)(18012ad（6）计算带的根数计算单根 V 带的额定功率 。rP由 和 查表 8-4a 并进行差值计算得 。根据md401in/9801n KWP074.21， 和 D 带型查表 8-4b 并进行差值计算得 。i/98rn6. 63查表 8-5 并进行差值计算得 。查表 8-2 并进行差值计算得 ，于84.K9.L是 )(48.196.08.)063721()(0 KPLr 计算 V 带的根数 5.48.1rcaPZ取 Z=6 根。（7）计算单根 V 带的初拉力的最小值 min0)(F由表 8-3 得 D 型带的单位长度质量 。所以kgq/61.2min0)52()( qzKPca25.061.084.5)(5N应使带的实际拉力 。min0)(F（8）计算压轴力 P压轴的最小力为 2sin)(2)(1m0minFzP3i856)(942N（9）带轮的结构设计V 带轮的结构形式和基准直径有关，当 时，采用轮辐式的 V 带轮。md30带轮的宽度 ，查表 8-10机械设计得 。fezB2)1( 7.054e28minf经计算得 )(285.785.46（10）V 带轮传动的张紧装置V 带轮经过长时间的工作后，会因为带的塑性变形和磨损而变得松弛，为了保证带的正常工作，应定期检查带的松弛程度，从而采取相应的补就措施。在本次设计之中，采用滑道式的方法定期对电动机进行张紧。其图如图 4.1 所示图 4.1 电动机与张紧装置4.2.2 偏心轴的设计计算（1）偏心轴主要尺寸的确定初步确定轴的最小直径根据机械设计 ，式（15-2）初步计算轴的最小直径。选取轴的材料为 40Cr，调制处理，根据表 15-3，取 于是得10A（4.7）30minPAd将（3.12）和（3.15）得出的数据代入上式得 ，考虑到轴上的键)(14min槽会减弱轴的强度，应将上述计算值增大 10%左右，所以得。因为破碎机在工作时，会产生比较大的载荷，同时又有)(158.43minmd强烈的震荡，所以将此偏心轴的最小直径增大到 210mm。（2）偏心轴的草图结构设计根据轴上零件的结构，装配关系以及定位关系，初步确定偏心轴的形状如下：图 4.2 偏心轴草图（3）确定轴的各段直径与长度1）直径确定段和皮带轮相配合， 段和飞轮相配合，着俩出的直径是相同的。根据选2d78d定的皮带轮的尺寸得 。)(21012m段 段是要与轴承相配合的，采用毡圈密封，查机械设计手册第三版，2367第二卷可知：毡圈的标准为 。选用 3003748 型调心滚子轴承，轴承638Dd标准为 。确定此轴段的直径为 240 毫米。1240BDd和 段也是要与轴承配和的，采用 O 形橡胶密封圈进行密封，查机械设3456计手册第三版，第二卷可知：选用 3003760 型调心滚子轴承，轴承标准为。因此确定次轴段的直径为 300 毫米。10d段给轴承给轴承的内圈进行定位，根据算选择的轴承的尺寸，确定此轴段的45直径为 322 毫米。2)长度的确定和 分别于皮带轮和飞轮进行配合，所以根据（4.7）所计算出的轮毂宽度得1l78 )(280712ml和 段由轴承端盖、轴套、轴承等装配关系决定的。取 。23l67 )(60723ml和 段也是由轴承端盖、 、轴套以及轴承等装配关系决定的。取45。)(063ml段不是配合用轴，根据整个破碎机的尺寸，得出此段的轴长 。45 )(1405ml（4）偏心轴的强度校核轴的 12 和 78 段只承受扭矩作用，虽然键槽、轴肩所引起的应力集中能削弱轴的强度，但是轴的最小直径是按照扭转强度较为宽裕设计的，所以轴的这两端不需要校核。破碎机在工作时，活动颚板所产生的破碎力是通过动颚轴承传递到偏心轴上的，由于轴上零件所传递的载荷就可以忽略不计了，现在只考虑破碎力的作用。破碎力平均分配到动颚轴承上，分别用 F1 和 F2 来表示。那么机架的轴承就相当于两个支架，对偏心轴有反作用力，用 f1 和 f2 来表示。则偏心轴的受力分析如图 4.3 所示：图 4.3 偏心轴的受力分析抗弯截面系数： )(138240.01. 33 mdW抗扭截面系数： 762T截面上的弯曲应力: )(.138409ab MP轴的材料为 40Cr,调质处理。查机械设计由表 15-1 查得 ，aBMP685， 。在截面上由轴肩行成的应力集中系数 和 根据aMP351aP185 机械设计 ，按附表 3-2 查取。因 ， ，经差值计算08.24Dr 2.1403dD后可得: 5.1又由附表 3-1 可查轴材料的敏性系数为：82.0q.有效应力集中系数可得0291.)25.(801)(1k（4.8）467.).()(q（4.9）由附图 3-2 可查尺寸系数 ；由附图 3-3 可查扭转尺寸系数 ；由附5.0 5.0图 3-4 查得表面质量系数 。根据以下公式计算综合系数：92 1kK（4.10）1k（4.11）将所计算的尺寸代入式（4.10）和（4.11）得 ； 。76.3K04.2查得钢的特性系数 ， 。2.01.于是计算安全系数值，计算公式如下: 68.3102.876.351 maKS 7.104.21a 5.19.637.68.222 SSSca故可知安全。4.2.3 轴承的校核 在轴的计算当中，轴承已经选用调心滚子轴承 3003748 和 3003760。轴承在工作过程中，主要承受径向力，其轴向力可以忽略不计，轴所承受的径向载荷就等于破碎机的破碎力。即 )(3859207142NFr当量动载荷为 （4.12）arYFXP因为此轴承主要承受径向力，查机械设计表 13-5 得，X=0.4,Y=0 。根据式（4.12）计算轴承的当量动载荷，得： )(154368389204. N轴承的寿命计算公式为：PCnLh61查机械设计得滚子轴承 ，查机械设计手册第三版第二卷得30， 。计算轴承的使用寿命。840307C13076ChLh 80 230可得设计符合要求。4.3 弹簧的设计计算复位弹簧是保证破碎机整个机器的紧密结合部位，平衡动颚与推力板工作时产生的惯性力，此设计需要满足弹簧的刚度。（1） 根据工作条件选择材料并确定许用应力大型的颚式破碎机在矿山等条件恶劣的环境下工作，根据表 16-2机械设计按 I 弹簧来考虑，此处选用 60Si2MnA,这种钢中加入了硅，所以显著的提高了其弹性极限和回火得稳定性，所以可在更高的温度下进行回火，从而得到更加良好的力学性能。查表 16-2 得 60Si2MnA 钢的 I 类弹簧的许用切应力 ，弹性模量MP480E=200000MP，切变模量 G=80000MP,推荐硬度为 50HRC。（2）选择环绕比，通常环绕比 C=58(极限状态时不小于 4 或超过 16)，此处选择 C=6 根据公式计算曲度系数 K 值。 C615.0425.1（3) 确定弹簧的最大压缩量所用力 maxF0aLnM其中 n=1.5 2,取 n=2, 为动颚板的长度0L)(8.3)(8mJ)20cos18(2)(lnbaolh)( os20c8.13412).08.(74.308.2注取 。3/70),(4.),(08.,2),(80,4. mkgrbmamlso 所以 57.3140max NLnMF（4）计算弹簧丝的直径 d弹簧的直径式可得 KCFmax6.148025.7.)(.1c查表 16-5机械设计取 )(30md（5）计算弹簧中径 D)(1806mc（6）计算弹簧内径 1 )(53d（7）计算弹簧外径 2D)(2108m（8）根据刚度条件计算弹簧圈数 n破碎机上的弹簧没有预应力，所以根据以下式子计算 max3a8CFGd由表 16-2 查得 ， 为弹簧受载后的轴向变形量，由动颚板的活动行MPG80max程可知 。43maxmax3a8CFGdn4650732.1取 。1n（9）计算总圈数 1n根据表 16-4机械设计可知，弹簧的总圈数可由以下公式计算（1.52） n1=11+2=13（10）计算弹簧的节距 P根据表 16-4机械设计可知，弹簧的节距可由以下公式计算(0.280.5）D=（0.280.5） 180=50.490取 )(60mP（11)计算弹簧长度 0H根据表 16-4机械设计可知，弹簧的长度可由以下公式计算 dpn203016)(7m（12）确定长细比 b根据表 16-4 可知，弹簧的长细比可由以下公式确定 DHb041872因为 ，所计算的长细比合适。3.51b4.4 飞轮的设计计算大型复摆颚式破碎机是间断进行工作的机器，所以必然会引起阻力的变化，使电动机的的负荷不均匀，使破碎机的转速不一致，导致波动很大，这对电动机是非常不利的。所以在偏心轴的另一端装有飞轮，飞轮在空行程时储能，在工作时放能，这样电动机的载荷就会均匀。对电动机起到保护作用。（1）转动惯量的计算 53.720.38218.012tNJ（2）飞轮的重量计算 KgDnG40.15236236（3）飞轮厚度及直径的计算飞轮的直径与厚度与皮带轮的相同，直径 d=2000mm。厚度 B=280mm。5 大型复摆颚式破碎机的的安装5.1 破碎机的安装大型复摆颚式破碎机一般安装在混凝土的地基上，因为这是振动机械，所以破碎机的地基要与厂房的地基分开，以免达到厂房的固有频率而对厂房造成损害。地基的深度不应该小于安装地点冻结深度，地基的面积应该按照安装地基的土壤允许的压应力来决定，地基的重量应该为机器重量的 35 倍，一般是用 140150 号水泥来教主地基，设计地基时应该考虑到产品运输带、更换肘板和修理调整装置等所占用的空间，同时也要留出安装埋头地基螺栓所用的通入口，破碎产品要经过与破碎机纵向轴线方向一致的地基排料槽排出，排料槽的斜度不应该小于 50 度，地基的周围要有足够的空间以便维护和修理破碎机和放置工具。装配破碎机首先是将机架装配在地基上，按照顺序将其他零部件装配起来，5.2 机架的安装为了减少震动、噪声和吸收震动，应该在机架和混凝土之间加上一层硬方木、橡胶或其他物质，机架安装在地基上或在木架上的横向或纵向水平度应符合要求，机架底脚与基础间的垫板必须平整、均匀和稳固，机架安装在地基上的横向水平度，每米应不大于 0.2mm；纵向水平度每米应不大于 0.4mm。组合机架在螺栓未拧紧时，局部间隙不得大于 0.7mm。5.3 偏心轴和轴承的安装 装机前，将滚动轴承研配好后放入轴承座内，用水平仪测量水平度和同轴度的偏差值，如在允许范围你，可把偏心轴放到轴承上，然后再用涂色法检查轴颈和轴承的接触情况， ，若接触情况不满足要求，应进一步刮研。最后一次装轴承时，应在轴承和轴颈上加一些润滑油。当轴承与轴的装配时，应将轴承在油中加热到 90 度左右之后再装轴承，最好不要超过 100 度，否则容易使轴承退火，加热时间不能少于20 分钟。5.4 肘板的安装当肘板磨损或者折断后，应该立即更换。方法如下：松开拉杆弹簧螺母，取下弹簧，用链条或钢丝绳拴在下部，再用手葫芦拉动钢丝绳使动颚靠近定颚，这是肘板就会自动脱落，